毕业设计（论文）-基于吉利博越SUV变速器设计（全套图纸）.docx

第1章 变速器传动机构布置方案1.1 变速器传动机构布置方案分析机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类，而前者又分为两轴式，中间轴式和多轴式变速器。全套图纸，加153893706发动机基本形式的选择对于发动机前置前轮驱动的轿车，若变速器传动比小，则常用两轴式变速器。在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：1、结构工艺性两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮；而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。2、变速器的径向尺寸两轴式变速器输出轴的前进挡均为一对齿轮副，而中间轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，中间轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。3、变速器齿轮的寿命两轴式变速器的低挡齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多。因此，小齿轮的寿命比大齿轮的短。中间轴式变速器的各前进挡均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因而寿命较接近。在直接挡时，齿轮只空转，不影响齿轮寿命。4、 变速器的传动效率两轴式变速器虽然有等于1的传动比，但仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而中间轴式变速器可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡，因而传动效率较高，磨损小，噪声也较小。轿车尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，而中、重型载重汽车则采用中间轴式变速器。1.2 变速器零部件及传动机构布置方案1、齿轮的形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。本次设计一挡到五挡均采用斜齿圆柱齿轮，倒挡采用直齿圆柱齿轮。2、换挡的结构形式变速器换挡机构形式分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种。（1）滑动齿轮换挡通常采用滑动直齿轮换挡，也有采用斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用于一挡和倒挡。（2）啮合套换挡用啮合套换挡，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。用啮合套换挡，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操纵技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。（3）同步器换挡现代大多数汽车的变速器都采用同步器能保证迅速，无冲击，无噪声换挡，而与操纵技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行车安全性。同上述两种换挡方法相比，虽然它有结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸大。同步环使用寿命短缺等缺点，但仍然得到广泛应用。由于同步器的广泛应用，寿命问题已得到基本解决。上述三种换挡方案，可同时用在一变速器中的不同挡位上，一般倒挡和一挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式；对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套。轿车要求轻便性和缩短换挡时间，因此采用全同步器变速器，倒挡采用滑动直齿轮。第2章 变速器主要参数的选择及设计计算2.1 变速器设计依据的主要参数本次设计是根据HLJIT5H-100的技术参数来设计的一种变速器，其具体参数如表2.1。表2.1 变速器的主要技术参数发动机最大功率104 kw车轮型号155/85 R18发动机最大转矩178 Nm最大功率时转速5580 r/min最大转矩时转速4000r/min最高车速184 km/h总质量1548kg2.2 挡数及传动比范围的确定2.2.1 挡数的确定变速器的挡数可在320个挡位范围内变化，通常变速器的挡数在6挡以下，当挡数超过6挡以后，可在6挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。增加变速器的挡数，能够改变汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。在最低挡传动比不变的条件，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比值在1.8以下，该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频繁，所以又要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值，要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。本次设计的变速器采用5个前进挡位，1个倒挡位。2.2.2 传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常是1.0，有的变速器最高挡是超速挡,传动比为0.70.8。影响最低挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻的商用车在5.08.0之间，其他商用车则更大。本次设计的变速器最高挡传动比范围是0.8。2.3 变速器各挡传动比的确定2.3.1 主减速器传动比发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为： （2.1）式中：汽车行驶速度（km/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（m）； 变速器传动比； 主减速器传动比。初选主减速器传动比：设五档为最高档：= 0.7 0.8，取= 0.8乘用车主减速器一般 = 3 4.5 主减速器传动比范围：3 4.5 初选2.3.2 最低挡传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一挡通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）。用公式表示如下： （2.2）式中：G 车辆总重量(N)； 坡道面滚动阻力系数()；发动机最大扭矩(Nm)； 主减速器传动比； 变速器传动比； 变速器传动效率，对于双曲面主减速器，当 6时，取=90%， 6时，；r 车轮滚动半径；最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，约）由公式（2.2）得： （2.3）已知：m = 1548kg；r = 0.360m；=178 Nm；g =9.8m/s2；，把以上数据代入（2.3）式：满足不产生滑转条件。即用一挡发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： （2.4）式中：驱动轮的地面法向反力，； 驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.50.6之间。 取0.6，把数据代入（2.4）式得：所以，一挡传动比的选择范围是：初选一挡传动比为3.52.3.3 变速器各挡传动比的分配等比级数分配其它各档传动比，即： 2.4 中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算： （2.5）式中：A 变速器中心距（mm）； 中心距系数，乘用车= 8.99.3；发动机最大输出转距为178（Nm）； 变速器一挡传动比为3.5； 变速器传动效率，取96%。=74.99 78.36mm乘用车变速器中心距在6080mm范围内变化。初选A = 77mm。2.5 外形尺寸确定变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。影响变速器壳体的轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。乘用车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A。商用车四挡变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：（1）四挡 （2.22.7）A （2）五挡 （2.73.0）A（3）六挡 （3.23.5）A 当变速器选用的挡数和同步器多时，上述中心距系数应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距A最好取为整数。轴向尺寸为（3.03.4）A = 231 271.8mm，取为270mm。2.6 齿轮参数确定1、模数齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。少数情况下，汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数，变速器用齿轮模数的范围如表2.2。所选模数值应符合国家标准GB/T13571987的规定，如表2.3。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。表2.2汽车变速器齿轮的法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表2.3汽车变速器常用的齿轮模数（mm）一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表2.2选取一档模数为，二道五档模数为，倒档模数为，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以一挡到五挡均采用斜齿轮，倒挡采用直齿轮。2、压力角对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5或25等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20。3、螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：（1）乘用车变速器1）两轴式变速器为20252）中间轴式变速器为2234（2）货车变速器：1826本设计初选螺旋角，一档=20，二档=21，三档=20，四档=22，五档=21。4、齿宽在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。通常根据齿轮模数m()的大小来选定齿宽：（1）直齿b=m, 为齿宽系数，取为4.58.0；（2）斜齿轮b=，取为6.08.5。斜齿取为8.0一挡取8mm二、三、四、五挡取8 mm直齿倒挡取7 mm5、齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。本设计取为1.00。2.7 各挡齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。如图2.1是本次设计的变速器的传动方案。图2.1 变速器的传动示意图2.7.1 确定一挡齿轮的齿数及齿轮参数1、一挡齿轮参数 13取整得46。轿车可在1217之间选取，取12，则。则一挡传动比为：2、对中心距A进行修正取整得= 78 mm，为标准中心矩。3、分度圆直径4、端面模数5、 端面压力角=19.166、 端面啮合角=21.177、 变位系数和8、 当量齿数比查机械设计手册，, 9、 齿顶降低系数10、 齿顶高11、 齿根高径向间隙系数：12、 齿顶圆直径13、 齿根圆直径14、 当量齿数2.7.2 确定二挡齿轮的齿数及齿轮参数1、二挡齿轮参数 21 512、对中心距A进行修正3、分度圆直径4、端面模数5、端面压力角=21.306、 端面啮合角=22.907、 变位系数和8、 当量齿数比查机械设计手册，, 9、 齿顶降低系数10、 齿顶高11、 齿根高径向间隙系数：12、 齿顶圆直径13、 齿根圆直径14、 当量齿数2.7.3 确定三挡齿轮的齿数及传动比1、三挡传动比 27 452、对中心距A进行修正3、分度圆直径4、端面模数5、 端面压力角=21.176、 端面啮合角=23.657、 变位系数和8、 当量齿数比查机械设计手册，, 9、 齿顶降低系数10、 齿顶高11、 齿根高径向间隙系数：12、 齿顶圆直径13、 齿根圆直径14、 当量齿数2.7.4 确定四挡齿轮的齿数及齿轮参数1、四挡齿轮参数 33 392、对中心距A进行修正3、分度圆直径4、端面模数5、 端面压力角=21.436、 端面啮合角=22.087、 变位系数和8、 当量齿数比查机械设计手册，, 9、 齿顶降低系数10、 齿顶高11、 齿根高径向间隙系数：12、 齿顶圆直径13、 齿根圆直径14、 当量齿数2.7.5 确定五挡齿轮的齿数及齿轮参数1、五挡齿轮参数 402、对中心距A进行修正3、分度圆直径4、端面模数5、 端面压力角=21.306、 端面啮合角=22.907、 变位系数和8、 当量齿数比查机械设计手册，, 9、 齿顶降低系数10、 齿顶高11、 齿根高径向间隙系数：12、 齿顶圆直径13、 齿根圆直径14、 当量齿数2.7.6 确定倒档主动齿轮与惰轮的齿轮参数1、倒档齿轮参数初选2、中心距A3、分度圆直径4、 端面压力角=205、 齿轮变位系数查机械设计手册，直齿齿轮 ， 6、 齿顶高7、 齿根高径向间隙系数：8、 齿顶圆直径9、 齿根圆直径2.7.7 确定倒档从动齿轮和惰轮的齿轮参数1、 中心距A初选mm 3、分度圆直径4、 端面压力角=205、 齿顶高6、 齿根高径向间隙系数：7、 齿顶圆直径8、 齿根圆直径第3章 变速器主要结构元件的设计与计算3.1 齿轮损坏的原因及形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、齿面胶合以及移动换挡齿轮端部破坏。齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过渡圆角处又有应力集中，故当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，轮齿就会断裂。这种由于强度不够而产生的断裂，其断面为一次性断裂所呈现的粗粒状表面。在汽车变速器中这种破坏情况很少发生。而常见的断裂是由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝而逐渐扩展到一定深度后产生的折断，其破坏断面在疲劳裂缝部分呈光滑表面，而突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器低挡小齿轮由于载荷大而齿数少、齿根较弱，其主要的破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。齿面点蚀是常用的高挡齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上形成大量的扇形小麻点，即所谓点蚀。点蚀使齿形误差加大而产生载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面处的点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。3.2 齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对 如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0.81.2时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2，表面硬度HRC4853。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒。3.3 计算各轴的转矩发动机最大扭矩为100N m，功率最高转速5700r/min，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。输入轴 = 10099%96% = 99 N.m输出轴 一挡= 990.960.993.5 = 562.73 N.m二挡= 990.960.992.41 = 193 N.m三挡= 990.960.991.66 = 141.1 N.m四挡= 990.960.991.15 = 266.89 N.m五挡= 990.960.990.8 = 128.62 N.m倒挡= 990.960.991.62 = 260.46 N.m = 990.960.991.71 = 174.93 N.m3.4 齿轮强度计算3.4.1 齿轮弯曲强度校核直齿轮弯曲应力= （3.1）式中：弯曲应力（M）；计算载荷（Nmm）；应力集中系数；= 1.5；摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合上的摩擦力的方向不同，对弯曲应力影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；m模数；y齿形系数，如图3.1所示；齿宽系数：直齿=4.58.0。斜齿轮弯曲应力= （3.2）式中：计算载荷（Nmm）；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数；=1.50；z齿数；法面模数；y齿形系数，可按当量齿数=在图3.1中查得；重合度影响系数，=2.0；齿宽系数：斜齿=6.08.5，取=8。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350M范围，即=180350M，一挡、倒挡直齿轮许用应力在400850 M，即=400850M。图3.1齿形系数图1、一挡主从动齿轮弯曲应力（1）一挡主动齿轮弯曲应力= 281.29 （2）一挡从动齿轮弯曲应力=281.472、二挡主从动齿轮弯曲应力（1）二挡主动齿轮弯曲应力= 333.77（2）二挡从动齿轮弯曲应力= 334.923、三挡主从动齿轮弯曲应力（1）三挡主动齿轮弯曲应力= 250.61（2）三挡从动齿轮弯曲应力= 243.154、四挡主从动齿轮弯曲应力（1）四挡主动齿轮弯曲应力 = 221.11（2）四挡从动齿轮弯曲应力= 207.565、五挡主动齿轮弯曲应力（1）五挡从动齿轮弯曲应力= 189.06（2）五挡从动齿轮弯曲应力= 184.176、倒挡齿轮11，12，13的弯曲应力= 478.86= 481.59= 508.343.4.2 齿轮接触应力校核轮齿接触应力 =0.418=0.418 （3.3）式中：轮齿的接触应力（）；F齿面上的法向力（N），F =；圆周力，=；计算载荷（Nmm）；d节圆直径（mm）；节点处压力角（）；齿轮螺旋角（）；E齿轮材料的弹性模量（），E=2.0710；b齿轮接触的实际宽度（mm）；、为主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮=,=,斜齿轮=，=；、为主、从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力如下：渗碳齿轮：一挡和倒挡=19002000，常啮合齿轮和高档=13001400。1、一挡主、从动齿轮接触应力（1）计算一挡主动齿轮接触应力 =169.17N.m =20 = 21mm = 7.0 = 23.7= 1878.94（2）计算一挡从动齿轮接触应力= 562.73N.m =20 mm = 1866.882、二挡主、从动齿轮接触应力（1）计算二挡主动齿轮接触应力= 169.17N.m =21 = 21 mm = 8.83 = 21.16= 1539.57（2）计算二挡从动齿轮接触应力= 387.48 N.m =20 =20 mm = 1531.923、三挡主、从动齿轮接触应力（1）计算三挡主动齿轮接触应力= 169.17N.m =20 = 21mm = 11.13 = 18.98= 1279.58（2）计算三挡从动齿轮接触应力=266.89N.m =20 = 20mm = 1261.814、四挡主、从动齿轮接触应力 （1）计算四挡主动齿轮接触应力= 169.17N.m =22 = 21 mm = 14.16= 16.74= 1106.73（2）计算四挡从动齿轮接触应力= 184.9N.m =22 = 20mm = 1090.565、五挡主、从动齿轮接触应力（1）计算五挡主动齿轮接触应力= 169.17N.m =21 = 21mm = 16.80= 13.45 = 1018.55（2）计算五挡从动齿轮接触应力=128.62 N.m =21 = 20mm = 1017.506、倒挡直尺齿轮11，12，13的接触应力（1）计算倒挡11齿轮接触应力= 169.17 N.m =260.46 N.m =274.93 N.m = 21mm = 6.67=10.77= 18.81 = 1952.85（2）计算倒挡12齿轮接触应力= 1941.37（3）计算倒挡13齿轮接触应力= 1156.613.5 各档齿轮受力的计算1、一档齿轮的受力= 169.17 Nm，= 562.44 Nm圆周力：径向力：法向力：2、二档齿轮的受力= 169.17 Nm，= 387.48Nm圆周力：径向力：法向力：3、三档齿轮的受力= 169.17 Nm，= 266.89 Nm圆周力：径向力：法向力：4、四档齿轮的受力= 169.17 Nm，= 184.90 Nm圆周力：径向力：法向力：5、 五档齿轮的受力= 169.17 Nm，= 128.62 Nm圆周力：径向力：法向力：6、倒档齿轮的受力= 169.17 Nm，= 260.46 Nm，= 274.93 Nm(1) 主动齿轮的受力：圆周力：径向力：(2) 从动齿轮的受力：圆周力：径向力：(3) 惰轮的受力：圆周力：径向力：3.6 轴的强度计算3.6.1 初选轴的直径在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，=0.160.18；对输出轴，0.180.21。输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取： （3.4）式中 经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。输入轴花键部分直径为= 22.525.88 mm初选输入轴支承之间的长度= 271 mm，输出轴支承之间的长度= 270 mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径为 （3.5）式中 d轴的最小直径（mm）发动机的最大转矩（Nm）得：mm所以，选择轴的最小直径为26mm3.6.2 轴的刚度计算对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，如图3.2所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。 (a)轴在垂直面内的变形 (b)轴在水平面内的变形图3.2变速器轴的变形示意简图图3.3变速器轴的挠度和转角轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图3.3所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算： (3.6) (3.7) (3.8)式中 齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；为齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.1105 MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为 mm （3.9）轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。一挡齿轮工作时轴的刚度校核：主动齿轮：a = 27 mm；b = 244 mm；L1 = 271 mm；d = 32 mm从动齿轮：a = 30mm；b = 240mm；L2 = 2709mm；d = 40mm3.6.3 轴的强度校核作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的水平垂直面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 = （3.10）式中 M合成弯矩，（Nmm）；d轴的直径（mm），花键处取内径；W抗弯截面系数（mm)。在低档工作时，400MPa。除此之外，对轴上的花键，应验算齿面的挤压应力。变速器的轴用与齿轮相同的材料制造。1、 变速器在一档工作对输入轴校核：（1）垂直面内支反力对B点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即： 将有关数据代入（3.11）式，解得：= 3629.57 N同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得：= 401.6 N（2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：将相应数据代入（3.12）、（3.13）两式，得到：（3）计算垂直面内的弯矩B点的最大弯矩为：NmmNmmNmm = 159.6Nm（4）计算水平面内的弯矩= 97527 = 20457 Nmm（5）计算合成弯矩Nmm= 233.5Nm轴上各点弯矩如图3.4所示：作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 式中：（N.m）；轴的直径（mm），花键处取内径；抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（3.14）式，得：在低档工作时，400MPa，符合要求。图3.4 输入轴的弯矩图2、输出轴的刚度校核：（1）垂直面内支反力对B点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即： 将有关数据代入（3.15）式，解得：= 3368.6 N同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得：（2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： 将相应数据代入（3.16）、（3.17）两式，得到：（3）计算垂直面内的弯矩B点的最大弯矩为：（4）计算水平面内的弯矩（5）计算合成弯矩轴上各点弯矩如图3.4所示：作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 (3.18)式中：（N.m）；轴的直径（mm），花键处取内径；抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（3.18）式，得：在低档工作时，400MPa，符合要求。图3.5 输出轴的弯矩图第4章 变速器轴承校核4.1 输入轴轴承的校核4.1.1 初选输入轴轴承型号由工作条件和轴颈直径初选输入轴轴承型号329/22，=4000r/min，轴承= 23800 N。预期寿命= 905h。4.1.2 计算轴承当量动载荷查机械设计手册，则X = 0.4，Y = 1.9为考虑载荷性质引入的载荷系数，（1.21.8）取=1.2，则：=1.2（0.44031.2+1.93560.15）= 10052 N4.1.3 计算轴承的基本额定寿命,为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3= 73.7 h =9050.5%= 4.5h 合格4.2 输出轴轴承的校核4.2.1 初选输出轴轴承型号由工作条件和轴颈直径初选输出轴轴承型号32908，转速，轴承= 31500 N。预期寿命=905h。4.2.2 计算轴承当量动载荷，查机械设计手册得到，查机械设计手册得到当量动载荷： 4.2.3 计算轴承的基本额定寿命 =9050.5%= 4.5 h 合格4.3 同步器 目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的工作原理是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。变速时在处于空挡的瞬间，变速器的输入端和输出端的转速不相同且都在变化，因输出端与整个汽车相连，转动惯量相当大，换挡作用时间短，在换挡的瞬间可认为输出端转速恒定。输入端在接触锥面摩擦力矩作用下，克服输入端零件的等价惯性力矩，使输入端与输出端的转速达到同步。在实现同步之后，变成变速，这就是同步器的工作原理。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保啮合件在同步状态下（即角速度相等）换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。4.7.1 惯性式同步器惯性式同步器能做到换挡时，在两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换挡，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。1、锁环式同步器结构如图4.6所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是做在锁环1或4上的齿和做在啮合套7上的齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹